哈工大机械设计大作-业4齿轮传动514.doc

1、-_Harbin Institute of Technology机械设计大作业说明书机械设计大作业说明书大作业名称： 机械设计大作业 设计题目： 齿轮传动设计 班 级： 1 设 计 者： 学 号： 112 指导教师： 张锋 设计时间： 2014.11.1 哈尔滨工业大学-_设计任务书题目：设计带式传输机中的齿轮传动设计原始数据：带式传输机的传动方案如图所示，机器工作平稳、单向回转、成批生产，其它数据见表。带式传输机中齿轮传动的已知数据方案 电动机工作功率 Pd/kW电动机满载转速 nm/(r/min)工作机的转速 nw/(r/min)第一级传动比 i1轴承座中心高 H/mm最短工作年限工作环境

2、5.1.4 2.2 940 80 2.1 160 5 年 2班室内清洁-_目 录1. 选择齿轮材料、热处理方式、精度等级 .12.初步计算传动主要尺寸 .1（1）小齿轮传递的扭矩 .2（2）确定载荷系数 K .2（3）确定齿宽系数 .2d（4）初步确定齿轮齿数 .3（5）确定齿形系数 、应力修正系数 .3FYSY（6）确定重合度系数 .3（7）确定许用弯曲应力 .3（8）初算模数 .53.确定传动尺寸 .5（1)计算 载荷系数 K .5（2) 修正模数 m.6（3）计算传动尺寸 .64.确定大齿轮结构尺寸 .6（1）齿轮结构型式的确定 .7（2）轮毂孔径的确定 .7（3）齿轮结构尺寸的确定 .

3、8参考文献 .8-_1. 选择齿轮材料、热处理方式、精度等级带式输送机为一般机械，且要求成批生产，故毛坯需选用模锻工艺，大小齿轮均选用 45 号钢，采用软齿面。由参考文献2表 6.2 查得：小齿轮调质处理，齿面硬度为 217255HBW，平均硬度 236HBW；大齿轮正火处理，齿面硬度 162217HBW，平均硬度 190HBW。大、小齿轮齿面平均硬度差为 46HBW，在 3050HBS 范围内，选用 8级精度。2.初步计算传动主要尺寸因为齿轮采用软齿面开式传动，齿面磨损是其主要失效形式。由于目前对于齿面磨损还无完善的计算方法，因此通常按齿根疲劳强度进行设计，然后考虑磨损的影响，一般将算的模数

4、增大 10%15%之后再取标准值，之后无需再对齿轮进行接触疲劳强度校核。下面初步确定按齿根弯曲疲劳强度设计齿轮传动主要参数和尺寸。齿根弯曲疲劳强度设计公式： 132FsdYKTmz式中： 齿形系数，反映了轮齿几何形状对齿根弯曲应力 的影响；FY F应力修正系数，用以考虑齿根过度圆角处的应力集中和除弯S曲应力以外的其 它应力对齿根应力的影响；重合度系数，是将全部载荷作用于齿顶时的齿根应力折算为Y载荷作用于单对齿啮合区上界点时的齿根应力系数；-_许用齿根弯曲应力。F式中各参数为：（1）小齿轮传递的扭矩 6119.50PTndp21式中： 带轮的传动效率；1对滚动轴承的传递的功率。2由参考文献1表

5、9.1 查得，取 ， ，代入上式，得:96.019.2kWpPd 0.21 由 V 带传动的设计数据可得，V 带传动的传动比为 2，故小齿轮转速可由如下公式求得： 470r/minr/i291带Vin所以： NmNT.464709.25.961（2）确定载荷系数 K设计时由于 值未知， 不能确定，故可初选 = 1.1 1.8 ，这里初vv tK选 = 1.4。tK（3）确定齿宽系数 d初步设计齿轮在轴承上为非对称布置，软齿面，由参考文献2表 6.6查得，选取齿宽系数 。0.1d（4）初步确定齿轮齿数初选小齿轮齿数 。齿轮传动的传动比 ，故：19Z 875.20940带Vwmin-_ 625.1

6、87.59012iZ取 ，传动比 。此时传动比误差12Z.1i %534.01875.9%00 i（5）确定齿形系数 、应力修正系数 FYSY由参考文献2图 6.20 得齿形修正系数，79.21F15.2F由参考文献2图 6.21 得应力修正系数，54.1SY8.2S（6）确定重合度系数 对于标准外啮合齿轮传动，端面重合度 )1(2.38.12Z将 ， 代入上式得19Z2 683.1)29(.38.1)(.38.121 Z由参考文献2式 6.14 得重合度系数 69.083.1752075.2.0Y（7）确定许用弯曲应力 FNSYlim式中： 记入了齿根应力修正系数之后,试验齿轮的齿根弯曲疲劳

7、极limF限应力。由参考文献2图 6.29 查得弯曲疲劳极限应力：-_，lim1230FMPalim2170FPa安全系数；与疲劳点蚀相比，断齿的后果更为严重。所以，FS一般取 =1.25。F小齿轮与大齿轮的应力循环次数可按下式计算hnaLN106式中 ： n齿轮转速，r/min；a齿轮转一周，同一侧齿面啮合的次数；齿轮的工作寿命，h（小时） 。L10大、小齿轮均为单侧齿面工作，故 a=1。由于 5 年 2 班制，故 。hLh2058210，470r/min1 n79.r/mir/in5.42i代入数值，分别有： 8101 1064.5201476haLnN72 99.6由参考文献1图 6.3

8、2 得，弯曲强度寿命系数 。0.121NY故许用弯曲应力： MPaSYFN18425.130lim1 FF 6.7li20234.1859.1FSY9.6.2FS-_由于计算 m 时，取 的最大值，故FSY029.,0234.max,ax21 FSSFS（8）初算模数 mYZKTmFSdt 85.169.02.190.46723231 对于开式齿轮传动，为考虑齿面磨损，要将上式计算出来的模数 m 后，增大 10%15%，取 15%，得 mmtt 167.203.)85.185.1()15.( 故 。设计时取mt67.2t67.23.确定传动尺寸（1）计算载荷系数 K设计要求机器工作平稳，由参考

9、文献2表 6.3 查得使用系数 。1.0AKsmsnmzdv /3./106479.24310601 由参考文献2图 6.7 查得动载荷系数 。.vK由参考文献2图 6.12 得齿向载荷分布系数 。29.由参考文献3表 8.6 查得运动平稳性精度等级为 9 级，再由参考文献2表6.4 得齿间载荷分布系数 ，则2.1K7028.12.10.vA（2）修正模数 m mKtt 31.24.1786.233 由参考文献2表 6.1，圆整取第一系列标准模数 。5.-_（3）计算传动尺寸中心距 mzma 75.1632)19(5.2)(1 对直齿圆柱齿轮传动，圆整中心距的方法有两种，即采用变位齿轮和改变

10、m 和 z 的搭配。当 z 变化后，传动比会有变化，但对传动比准确性要求不高的机械， 是允许的。%5|/|i中心距要求按 0,5 结尾来圆整，可取 ， ，则19Z32mzma 65)(5.2)(1传动比 。此时传动比误差947.5312Zi是允许的%523.108.%00 i所以：mmzd5.47195.212832bd .01齿宽应圆整，故取 mb5取 ，b50214.确定大齿轮结构尺寸（1）齿轮结构型式的确定齿顶圆直径 mmhzdaaa 5.287).1235.(2*2 由于采用模锻工艺，查参考文献2图 6.45 可知，选择锻造腹板式齿轮结构。-_（2）轮毂孔径的确定大齿轮轮毂孔径是根据与孔相配合的轴径确定，此处按照扭矩初算轴径 6339.5102PndC式中 d轴的直径；轴剖面中最大扭转剪应力，MPa；P轴传递的功率，kW；n轴的转速，r/min;许用扭转剪应力，MPa;C由许用扭转剪应力确定的系数；根据参考文献2表 9.4 查得 C=118106，取 C=118，kWP09.21r/min31.7r/in5.412in所以 nPCd156.30.7921833 本方案中，轴颈上有一个键槽，应将轴径增大 5%，即md14.36%)51(6.3按照 的 系列圆整，取 。GB281R20a 0d根据 ，键的公称尺寸 ，轮毂上键槽的尺寸/T096- 128bh， 。b1mt3.2